1雙螺桿擠出機設計概述1.1雙螺桿擠出機概述塑料擠出成型是在擠出機中通過加熱、加壓而使塑料以及熔融流動狀態持續通過口模成型辦法，或簡稱為擠塑。擠出成型是聚合物加工中浮現較早一門技術,在19世紀初已有使用。擠出成型可加工聚合物種類諸多,制品更是各種各樣,成型過程也有許多差別比較常用是以固體塊狀加料擠出制品過程。其擠出成型過程為:將顆粒狀或粉狀固體物料加入到擠出機料斗中,擠出機料筒外面有加熱器,通過熱傳導將加熱器產生熱量傳給料筒內物料,溫度上升,達到熔融溫度。機器運轉,料筒內螺桿轉動,將物料向前輸送,物料在運動過程中與料筒、螺桿以及物料與物料之間互相摩擦、剪切,產生大量熱,與熱傳導共同作用使加入物料不斷熔融,熔融物料被持續、穩定地輸送到具備一定形狀機頭(或稱口模)中。通過口模后,處在流動狀態物料取近似口型形狀,再進入冷卻定型裝置,使物料一面固化,一面保持既定形狀,在牽引裝置作用下,使制品持續地邁進,并獲得最后制品尺寸。最后永切割辦法截斷制品,以便儲存和運送。擠出成型加工重要設備是擠出機，此外，尚有機頭口模及冷卻定型、牽引、切割、卷取等附屬設備。其擠出制品都是持續形體，在生產及應用上都具備多方面長處。據記錄，在塑料制品成形加工中，擠出成型制品產量約占整個塑料制品50％以上。因此，擠出成型在塑料制品成型加工工業中占有重要地位。塑料在擠出機內熔融塑化，通過口模成為所需要形狀，經冷卻定型而得到與口模斷面形狀相吻合制品。擠出成型是塑料加工工業中最早成型辦法之一。早在19世紀初期，擠出機就用于生產鉛管、面條。初期擠出機是柱塞式，直到1936年才研制成功電加熱單螺桿擠出機，這就是當代塑料擠出機來源。同其她成型方式相比，擠出成型具備如下突出長處。1.設備成本低，制造容易，因而投資少，見效快，占地面積小，生產環境清潔。2.生產效率高。擠出機單機產量較高。特別適合于較長尺寸制品。如制造較長管材，板材、型材、薄膜等，并且產品質量均勻、密實。其生產效率提高比其他成型辦法快。3.擠出成型可以實現持續化、自動化生產。生產操作簡樸，工藝控制容易，產品質量穩定。4.可以依照產品不同規定，變化產品斷面形狀。其產品為管材、棒材、片材、板材、薄膜、電纜、單絲、中空制品及異型材等。5.應用范疇廣。只要變化螺桿及輔機，就能合用于各種塑料及各種工藝過程。例如，可以加工大多數熱塑性塑料及某些熱固性塑料，也能用擠出法進行共混改性、塑化、造粒、脫水和著色等。6.可以進行綜合性生產。擠出機與壓延機配合，可以喂料生產壓延薄膜，與油壓機配合生產各種模壓制品。隨著聚合物加工業發展，作為聚合物重要加工設備之一擠出機得到了飛速發展，并以其優秀加工性能得到了越來越廣泛應用。一套完整擠出設備由主機和相應輔機以及其他控制系統構成。普通這些構成某些統稱為擠出機組。它重要涉及擠出系統、傳動系統和加熱冷卻系統及控制系統。1.擠出系統它由料斗、螺桿和機筒構成，是擠出機工作核心某些。其作用是使塑料塑化成均勻熔體，并在此過程中建立壓力，再被螺桿持續、定壓、定溫、定量地擠出機頭。2.傳動系統它由電機、調速裝置及傳動裝置構成。其作用是驅動螺桿，并保證供應螺桿在工作過程中所需扭矩和轉速。3.加熱冷卻系統它由溫度控制設備構成。其作用是通過對機筒進行加熱和冷卻，保證擠出系統成型在工藝規定溫度范疇內進行。4.控制系統它重要由電器、儀表和執行機構構成。其作用是調節控制螺桿轉速、機筒溫度、機頭壓力等。在擠出成型中，應用得最廣是單螺桿擠出機和雙螺桿擠出機。雙螺桿擠出機是在擠出機機筒中并排地安裝兩根螺桿一種擠出機，它是在單螺桿擠出機基本上發展起來。最初雙螺桿擠出機是20世紀30年代后期在乎大利開發。RotertoColombo開發了同向旋轉式雙螺桿擠出機，CarloPasqutti開發了異向旋轉式雙螺桿擠出機。單螺桿擠出機易于加工粒料，對粉料則不易加工。對那些形狀不規則或是含濕度很大懸浮料、乳劑料或分子量很高因而粘度很高料等，事實上無法加工。單螺桿擠出機對于加入無機填料適應能力也是差，且混煉效果較差。與單螺桿擠出機相比，雙螺桿擠出機具備一系列長處，如雙螺桿擠出機可以用在混煉、排氣、脫水、造粒粉料直接擠出以及玻璃纖維或其她填料填充增強改性等方面。據資料簡介，近年來西歐工業國家雙螺桿擠出機數量已達到擠出機臺數40%左右。特別是在成型加工中，應用更多、更廣。例如，在管材和造粒中幾乎所有使用雙螺桿擠出機，在板材和型材成型中，雙螺桿擠出機約占80－90%。特別對RPVC粉料、LDPE塑料加工，雙螺桿擠出機更是具備極大優越性。由于其剪切速率較低（重要指異向旋轉雙螺桿擠出機）、自潔性好、在機筒中物料停留時間短。此外，雙螺桿擠出機還具備剪切力大、傳熱面積大、計量精確、回流少、供料性能好、混煉效果好、塑化效果好等長處。當前，雙螺桿擠出機重要用作成型加工、預塑混煉、聚合反映以及廢料解決方面。近幾年來，國內在雙螺桿擠出機生產和應用方面同樣也都得到了迅速發展。當前，雙螺桿有許各種類型，其重要可以分為：1.從螺桿軸線與否平行可分為平行式和錐形式雙螺桿；前者兩根螺桿軸線互相平行，后者兩螺桿軸線相交成一角度。平行雙螺桿擠出機相比較于錐形雙螺桿基本機長處是：平行雙螺桿擠出機具備壓延長度較大，壓延有強烈塑化與均化能力效果，并且螺桿平均直徑小，轉速較低，因而，平均剪切速率也較低，壓延頻率高，有效停留時間并不低于錐形螺桿。2.從兩根螺桿相對位置又可以分為嚙合型和非嚙合型，嚙合型又可以分為某些嚙合和全嚙合型。非嚙合型一根螺桿螺棱不伸到另一根螺桿螺槽中去，而非嚙合型則是兩根螺桿軸線分開距離不大于兩根螺桿外半徑之和，即一根螺桿螺棱插到另一根螺桿螺槽中去。依照嚙合限度（即一根螺桿螺棱插到另一根螺桿螺槽中深淺限度），嚙合型又可以分為某些嚙合和全嚙合型。3.從螺桿旋轉方向不同，可以分為同向旋轉與反向旋轉。顧名思義，同向旋轉雙螺桿擠出機兩根螺桿旋轉方向相似，異向旋轉雙螺桿擠出機兩根螺桿旋轉方向相反。它可以是向內旋轉或向外旋轉。1.2擠出機整體方案設計近年來，雙螺桿擠出機得到了迅速發展，但由于雙螺桿擠出機復雜性和種類多樣性，以及雙螺桿理論不成熟，因此至今還沒看到關于雙螺桿擠出機參數設計和構造設計比較系統文獻，因而對雙螺桿擠出機設計更多地只能停留在經驗設計水平上。固然，經驗設計是必要服從擠出工程基本規律，因此由此所進行關于雙螺桿擠出機設計是具備一定科學性與理論性。雙螺桿擠出機應用，都是以機組形式浮現。擠出機組涉及主機（即普通說擠出機）、機頭和輔機。因而就雙螺桿擠出機總體設計而言，它可以涉及主機（螺桿擠出機）、機頭和輔機設計，也可以單指主機設計。因而雙螺桿擠出機設計應當涉及雙螺桿擠出機類型擬定、整體方案擬定、重要技術參數擬定、擠壓系統設計、傳動系統設計、機頭設計、加料系統設計以及雙螺桿擠出機輔助系統設計等。1.2.1開式設計和閉式設計選取所謂開式設計，普通指雙螺桿擠出機擠壓系統、冷卻加熱系統都裸露在外面，這種設計長處是各某些浮現故障時，檢查、維修及拆裝比較以便，也一目了然。嚙合同向雙螺桿擠出機大多采用這種設計。所謂閉式設計，其擠壓、冷卻加熱系統外面均有罩子，別的各某些有時也封閉起來。這種設計看上去外形比較整潔，但檢修不太以便。因此本設計中采用開式設計。1.2.2一階機和二階機選取所謂一階機，是指主機只有一種擠壓系統，涉及一套螺桿、機筒和傳動箱；而二階機是指主機有兩個擠壓系統，涉及兩套螺桿、機筒和傳動箱，柔性串起來構成主機。就當前見到、用于成型制品雙螺桿擠出機組主機多是一階，如嚙合平行異向雙螺桿擠出機和錐形雙螺桿擠出機。用于配混料造粒嚙合同向雙螺桿擠出機有狀況下設計成二階，其第一階用來塑化、混合物料，第二階用來建壓、擠出造粒。本設計中以采用一階式為宜。1.2.3整體式和積木式選取普通嚙合異向旋轉雙螺桿擠出機（也有例外）和錐形雙螺桿擠出機都是整體式，即其各大構成某些（螺桿、機筒、減速箱）在使用中不再拆開并進行重新組合安裝。國外流行嚙合同向雙螺桿擠出機絕大多數都設計成積木式，即其機筒、螺桿有若干組件構成，可依照使用需要進行重新組合安裝。也有廠家生產雙螺桿擠出機，除了其機筒、螺桿是組合式外，其扭距分派器和齒輪箱做成積木式，通過更換扭距分派器可以將雙螺桿擠出機變化成異向旋轉或同向旋轉；去掉扭距分派器，其齒輪箱還可以與單螺桿擠壓系統相接，構成單螺桿擠出機。本設計中采用整體式設計。1.2.4封閉式機筒與剖分式機筒選取雙螺桿擠出機機筒有是整體式，有是由若干段構成，但機筒均不能打開提成兩段，它們是封閉。因而，要想理解擠出過程中物料沿螺桿輸送、混合、反映狀況，只有停轉將機筒通過水驟冷，然后把螺桿抽出來才干看清晰。這樣很不以便，有時為了會破壞過程反映原貌。為了克服上述缺陷，人們把雙螺桿擠出機機筒做成剖分式，停車冷卻后靠液壓系統或手動機械打開，觀測取樣，進行研究。擠出機再工作前，再靠液壓系統或手動機械合起來。本設計采用封閉式設計。1.2.5擠壓系統選取對某些大型同向雙螺桿擠出機造粒機組（有時是擠出片材擠出機組），為了高效、節能、精準地控制擠出機熔體壓力以保證制品尺寸精度，在擠壓系統末串接熔體齒輪泵，由雙螺桿完畢塑化、混煉，由齒輪泵建立、控制擠出壓力。串聯齒輪泵后會給整個雙螺桿主機得整體設計帶來了重大影響。因此本設計中沒有使用串接齒輪泵設計。另一種影響雙螺桿擠出機整體方案擬定是在某些機組上將要采用加料系統。普通雙螺桿擠出機大多采用計量加料，對大多數狀況下得雙螺桿擠出機（如嚙合異向雙螺桿擠出機和錐形雙螺桿擠出機），其計量加料系統對擠出機組整體設計不會有多大影響，但對某些沒有多組分加料系統配混料嚙合同向雙螺桿擠出機，將會有各種加料口和加料裝置，它們得聯合使用和布置將對雙螺桿擠出機整體布置帶來影響。2擠出系統設計雙螺桿擠出機擠壓系統是雙螺桿擠出機核心某些。其作用是把加入固體物料熔融塑化、混合，為口模提供定溫、定壓、定量容體，并將在這一過程中產氣憤體排除，最后通過口模，得到合乎質量規定制品。雙螺桿擠出機擠壓系統重要由螺桿、機筒構成。因而，雙螺桿擠出機擠壓系統設計事實上就是螺桿、機筒設計。2.1螺桿設計螺桿設計涉及螺桿參數擬定，螺桿構造設計和螺桿材質選取等。螺桿設計核心問題就是設計出螺桿應具備優秀混合能力和其他特定能力（如脫揮發分）。螺桿參數涉及螺桿直徑、螺桿長徑比、螺桿導程（升角）、螺紋和螺槽斷面形狀、螺棱厚度、四個間隙等。2.1.2螺桿參數參照異向雙螺桿擠出機基本參數（JB/T6491-），以及本課題設計擠出機所需要擠出量20kg/h可選取如下一組參數：1.螺桿直徑D=45mm2.螺桿長徑比L/D=16～30，在這里選取183.螺桿導程螺紋導程t=45mm，升角ψ=17°4.螺桿和螺槽斷面形狀，采用慣用于小型螺桿梯形螺棱頂面厚度e=（0.18～0.12）D6.四個間隙2.2機筒設計機筒和螺桿共同構成了擠出機擠壓系統，完畢對塑料固體輸送、熔融和定壓定量輸送作用。機筒構造形式關系到熱量傳送穩定性和均勻性。并且對于某些新型擠壓系統來說，機筒在加料段上構造形式也影響到固體輸送效率。機筒機械加工和使用壽命也影響到整個擠壓系統工作性能。因而，機筒在擠壓系統中是僅次于螺桿重要零件。普通機筒構造類型有整體式，分段式和雙金屬式。普通異向旋轉雙螺桿擠出機采用是整體式機筒。而本次設計中螺桿采用是整體式，因而機筒也相應采用整體式機筒。。3傳動系統設計雙螺桿擠出機傳動系統是雙螺桿擠出機重要構成某些。它重要性體當前它所完畢功能在雙螺桿擠出機中致關重要，也體當前其設計、制造難度和成本在整臺機器中占比重。雙螺桿擠出機傳動系統作用是在設定工藝條件下，向兩根螺桿提供適當轉速范疇、穩定而均勻速度、足夠且均勻相等扭矩（功率）。并能承受完畢擠出過程所產生巨大螺桿軸向力。雙螺桿擠出機傳動系統重要由驅動電機（聯軸器）、齒輪箱（涉及扭矩分派和減速某些）等構成。與單螺桿擠出機相比，雙螺桿擠出機傳動系統設計、制造要困難多。這是由于，一方面，雙螺桿擠出機比單螺桿擠出機承受扭矩要大得多，并且這樣大扭矩是在有限中心距內傳遞，且扭矩傳遞和減速交織在一起。另一方面，擠出過程在螺桿末端產生軸向力很大，該軸向力需要止推軸承來承受。按普通狀況，軸向力越大，所需止推軸承外徑越大，但在兩螺桿中心距已限定狀況下，不也許任意選取大外徑止推軸承，這就規定另想辦法——譬如采用止推軸承串來解決這個問題。但這是比較困難。此外抵消齒輪傳動徑向力，防止螺桿彎曲，提高齒輪承載能力和傳動精度，也是雙螺桿傳動設計不同于單螺桿擠出機之處。雙螺桿傳動箱散熱和潤滑也比單螺桿擠出機重要、復雜得多。3.1主驅動電動機選型雙螺桿擠出機所用電機選取如下。雙螺桿擠出機中慣用電機有直流電機、交流變頻調速電機、滑差電機、整流子電機等。其中以直流電機和交流變頻調速電機用最多。直流電機系統：可實現無級調速，且調速范疇寬，啟動較平穩。以國產Z2系列電機為例，當變化電樞電壓時，其轉速可自同步轉速（1500r/min）往下調1：8；當變化激磁電壓時，轉速可往上調1：2，因而其最大調速范疇可達1：16。圖2.1所示為直流電機外特性曲線。由圖可以看出變化電樞電壓時可以得到恒扭矩調速：變化激磁電壓時可以得到恒功率調速，此時隨著轉速升高其功率不變，但扭矩相應地減少。但國產Z2、Z3系列直流電機，在其轉速低于（100～200）r/min時，工作不穩定，并且這時電機冷卻電扇冷卻性能下降。20世紀80年代后來生產Z4系列電機則比Z2、Z3系列直流電機性能好得多，其低速性能穩定，因而在雙螺桿擠出機中得到廣泛采用。圖3.1直流電機外特性曲線依照圖3.1可知，選用功率為55KW直流電動機已可以滿足需要，因此本設計中所采用主驅動電動機型號為Z4-180-41，功率為55KW，額定電壓為440V，轉速為1510r/min，并帶有冷卻鼓風機和熱保護裝置，采用三相全控橋雙閉環無級調速，此外還帶有測速發電機。3.2減速箱設計雙螺桿擠出機傳動箱由兩大某些即減速某些和扭矩分派某些構成。這兩某些功能雖有不同，但它們緊密聯系，有時還互相制約。依照當前流行構造看，其設計布置大體有兩種方案，一種是將減速某些和扭矩分派某些很明顯分開，即所謂分離式；另一種是將兩者和在一起。在本設計中，選用分離式，因螺桿轉速范疇為40～400r/min，而電動機轉速為1510r/min，因此規定減速箱總傳動比為：1:1510/144=1:10.5。依照所選電機功率、轉速、電機伸出端直徑和減速箱軸直徑選取聯軸器型號為，減速箱通過彈性柱銷聯軸器與直流電動機相連，采用三級斜齒傳動,使總傳動比與所規定傳動比吻合。此外，減速箱潤滑油采用150號極壓齒輪油，一次加油量為25升。為了防止油量過熱，箱內懸有蛇形冷卻管，冷卻方式為水循環式。詳細設計及校核略。3.3分派箱設計在設計過程中，實現規定螺桿轉速（范疇）、扭矩均勻分派、軸承合理布置前提下，通過傳動方案擬定和構造設計，采用辦法，減少齒輪載荷，抵消或減少傳動齒輪徑向載荷，傳遞更大功率和軸向力，提高軸承壽命，裝配維修以便。設計、加工難點在于螺桿中心距限定狹少空間。因而必要調動一切也許手段，尋找特殊構造形式、材料和熱解決工藝來實現上述目的。與錐形雙螺桿擠出機相比，平行雙螺桿擠出機螺桿尾部空間比較小，不能平行地放下兩根傳動軸。本設計中兩螺桿異向旋轉，為達到這一目，大體設想如下：動力由減速箱輸出軸齒輪輸入到分派箱一根軸上，這根軸齒輪齒數與主軸相等，且與一根主軸外嚙合同步與大齒輪內嚙合，從而帶動與此大齒輪內嚙合另一主軸轉動。這樣，兩根主軸以相似角速度異向旋轉，同步也使得分派箱尾部空間增大。雙螺桿擠出機分派箱設計所涉及問題諸多，要想設計好分派箱，除了應具備夯實機械設計理論和知識外，更需要有豐富實踐設計經驗，下面僅以雙螺桿擠出機中當前最流行分離式傳動箱構造設計中幾種重要問題進行討論。3.3.1分派箱總體構造設計⒈雙螺桿中心距與分派箱設計中齒輪、軸與軸承之間關系對于全嚙合雙螺桿擠出機，一旦兩根軸外徑、根徑（或螺槽深度）初步擬定，則為兩螺桿提供轉速和扭矩傳動箱中與兩螺桿相連輸出軸之間中心距也就擬定了。現以普通分離式傳動箱軸承、齒輪、軸之間幾何關系，來討論傳動箱構造參數之間關系。圖3.2表達出了分離式傳動系統齒輪、軸、軸承布置。圖3.2分離式傳動系統齒輪、軸、軸承布置支持兩輸出軸徑向軸承有如下關系：…………3.1一根軸外徑與另一根軸上所裝齒輪外徑之間應滿足如下關系：…………3.2齒頂圓直徑：…………3.3或…………3.4以上各式中Amin—雙螺桿最小中心距A—雙螺桿實際中心距DZC—所選徑向軸承外徑dZ—螺桿驅動軸直徑Δ1—兩根螺桿上兩個徑向軸承外徑之間徑向間隙Δ2—一根螺桿驅動軸外徑與另一根螺桿驅動軸上齒輪頂圓之間間隙da—赤頂圓直徑m—齒輪模數Z1—齒數ha*—齒頂高系數X1—齒輪變位系數ΔY—齒頂高變位系數由以上關系可見，中心距A對其他幾何參數限制，特別是對齒輪承載能力核心參數m、Z限制。2、雙螺桿中心距擬定與齒輪參數選取由同組同窗已初選定了螺桿直徑及螺槽深度，進而給出了雙螺桿中心距可選范疇，但尚不能將中心距最后擬定。道理很明顯，由于雙螺桿直徑、槽深、中心距設計是從雙螺桿擠出機重要參數、規格和螺桿幾何學出發，而傳動箱齒輪傳動設計要考慮齒輪幾何學及受力、構造設計，兩者不一定完全一致。對分離式傳動箱設計而言，普通是依照初步受力分析，算出軸徑再構造化，同步依照軸承系列規格圓整（對軸承壽命與軸徑強度核算平衡），進而軸承組合設計。依照式3.1先擬定出兩螺桿驅動軸最小中心距Amin（即兩螺桿最小中心距）。式中Δ1重要考慮軸承定位及箱體構造，普通取，并隨軸承直徑增大而恰當增大。然后依照式3.2初定扭矩分派齒輪齒頂圓直徑da。而驅動軸軸徑dZ重要受所選外徑dZC限制，普通取。擬定間隙Δ2時重要考慮一根軸上齒頂圓與另一根軸徑不發生干涉狀況下，使軸徑最大，這樣螺桿驅動軸可獲得最大剛度和強度。在初定da范疇內，依照傳遞功率（扭矩）對齒輪進行強度計算（校核其接觸強度和彎曲強度），最后擬定出齒輪參數m、Z、X1。并在強度容許范疇內對dZ進行調節，同步依照實際狀況對初定Amin進行恰當調節、增大。經重復優選后，得到較佳齒輪參數及所相應適當中心距。這樣設計過程可以在盡量小雙螺桿中心距下進行，以求設計出較大輸出扭矩傳動箱，一旦傳動箱中心距擬定，再反過來最后擬定雙螺桿外徑和槽深。在以上設計中，要對扭矩分派齒輪進行強度計算，這不可避免地用到所謂齒寬系數（即齒輪軸向寬度與分度圓直徑之比，）。由于扭矩分派齒輪徑向尺寸受到限制，而又要傳遞比普通傳動中大得多扭矩，為了滿足強度規定，除采用優質材料和提高加工精度外，尚有一種可行途徑，就是增長齒寬系數，即增長齒寬。有資料簡介，齒寬取值范疇可為，或（A為螺桿中心距，m為模數）。但齒寬系數也不能過大，否則，若傳動箱加工精度不高和軸剛度不夠，事實上沿齒寬兩齒不會均勻接觸，反而對齒輪實際承載不利。由上述討論可以看出，在齒輪箱設計中，采用雙嚙合齒輪傳動效果要比在齒寬系數上打主意要好得多，采用雙嚙合傳動可大大減少齒輪載荷。這里要附帶討論一種問題，即關于用一種傳動箱來適應不同螺桿直徑和螺槽深度雙螺桿擠壓系統問題。前以述及，在雙螺桿中心距一定狀況下，依照擠出過程和加工物料需要以及雙螺桿擠出機發展趨勢，可以設計成普通型、深糙型和淺槽型幾種類型雙螺桿。與傳動箱設計、制造和使用聯系起來，為減小設計、制造差別不大但規格繁多傳動箱，提高效益，提高系列化水平，可以在同一種中心距下，設計制造出具備最大輸出扭矩齒輪傳動箱，分別與普通型、深槽型和淺槽型擠出機擠壓系統相配，配套出中心距相等、螺干直徑、螺槽深度不等三種規格雙螺桿擠出機，以適應顧客對不同規格和類型雙螺桿擠出機需求。這是一種經濟、減小設計制造傳動箱工作量有效辦法。這些辦法早已在國外某些知名雙螺桿擠出機生產廠家得到采用。在本設計中齒輪材料采用40Cr合金，輪齒表面經調質解決。下面將對其進行關于計算及設計。3.3.2齒輪軸設計<一>齒輪設計<1>齒輪傳動設計參數選取力角α選取由機械原理可知，增大壓力角α，輪齒齒厚及節點處齒廓曲率半徑亦皆隨之增長，有助于提高齒輪傳動彎曲強度及接觸強度。為了設計、制造、檢查及使用以便，GB1356—88中對普通用途齒輪傳動規定原則壓力角α=200此外國內航空齒輪傳動原則還規定了α=250原則壓力角。但增大壓力角并不一定都對傳動有利。對重疊度接近2高速齒輪傳動，推薦采用齒頂高系數為1～1.2，壓力角為160～80齒輪，這樣做可增長輪齒柔性，減少噪聲和動載荷。⑵齒數選取若保持齒輪傳動中心距不變，增長齒數，除能增大重疊度、改進傳動平穩性外，還可減小模數，減少齒高，因而減少金屬切削量，節約制造費用。此外，減少齒高還能減小滑動速度，減少磨損及減小膠合也許性。但模數小了，齒厚隨之減薄，則要減少輪齒彎曲強度。但是在一定齒數范疇內，特別是當承載能力重要取決于齒面接觸強度時，以齒數多某些為好。⑶齒寬系數Φd選取載荷一定期，齒寬系數大，可減少齒輪直徑或中心距，能在一定限度上減輕整個傳動重量，但卻增大了軸向尺寸，增長了載荷沿齒寬分布不均勻性，設計時，必要合理選取，普通圓柱齒輪齒寬系數可參照表3—6[7]選用。其中，閉式傳動，支承剛性好，Φd可取大值：開式傳動，齒輪普通懸臂布置，軸剛性差，Φd可取小值，故齒寬系數應獲得恰當。對于外嚙合齒輪傳動：……（3.5）式中，Φa為齒寬系數，計算時可先選定Φa后，再用式（3.5）計算出相應Φd。<2>受力分析在直齒圓柱齒輪傳動中，作用于齒面上法向載荷Fn仍垂直于齒面。如圖3—6[7]所示為一對直齒圓柱齒輪，若略去齒面間摩擦力，Fn可分解為兩個互相垂直分力：沿半徑方向徑向力Fr和切于分度圓上圓周力Ft。各力方向如圖3—6[7]所示；各力大小………（3.6）式中，T1—為積極齒輪傳遞名義轉矩（N·mm）；d1—為積極齒輪分度圓直徑（mm）；α—分度圓壓力角，對原則直齒輪，αn=20°；P1—為積極輪傳遞功率（KW）；n1—為積極齒輪轉速（r/mm）；<3>計算載荷由式（3.6）計算Ft和Fn等均是作用在輪齒上名義載荷。在實際工作中，還應考慮下列因素影響：由于原動機和工作機振動和沖擊，輪齒嚙合過程中產生動載荷；由于制造安裝誤差或受載后齒輪產生彈性變形以及軸、軸承、箱體變形等因素，使載荷沿齒寬方向分布不均、同步嚙合各輪齒間載荷分布不均等。為此，應將名義載荷乘以載荷系數，修正為計算載荷，進行齒輪強度計算時，按計算載荷進行計算。………（3.7）其中，…（3.8）式中，K為載荷系數；KA為使用系數；Kv為動載系數；Kβ為齒向載荷分布系數；Kα為齒間載荷分布系數。使用系數KA用來考慮原動機和工作機工作特性等引起動力過載對齒輪受載影響。其值可查表3—1[7]得到。動載系數Kv用來考慮齒輪副在嚙合過程中，因嚙合誤差所引起內部附加動載荷對齒輪受載影響。直齒圓柱齒輪傳動，可取Kv=1.05～1.4；斜齒圓柱齒輪傳動，因傳動平穩，可取Kv=1.02～1.2。齒輪精度底、轉速高時取大值；反之，取小值。齒向載荷分布系數Kβ用以考慮由于軸變形和齒輪制造誤差等引起載荷沿齒寬方向分布不均勻影響。當兩輪之一為軟齒面時，取Kβ=1～1.2；當兩輪均為硬齒面時，取Kβ=1.1～1.35；當寬徑比較小、齒輪在兩支承中間對稱布置、軸剛性大時，取小值反之取大值。齒間載荷分布系數Kα用以考慮同步嚙合各對輪齒間載荷分布不均勻影響。直齒圓柱齒輪傳動，可取Kα=1～1.2；斜齒圓柱齒輪傳動，齒輪精度高于7級，Kα=1～1.2，齒輪精度低于7級，Kα=1.2～1.4；當齒輪制造精度低、硬齒面時，取大值；當精度高、軟齒面時，取小值。<4>輪齒彎曲疲勞強度計算為了防止輪齒折斷，輪齒彎曲條件為…………(3.9)式中，σF為齒根彎曲應力（MPa）;σFP為許用彎曲疲勞應力（MPa）。計算σF時，一方面要擬定齒根危險截面，另一方面要擬定作用在齒輪上載荷作用點。齒根危險截面：將輪齒視為懸臂梁，作與齒輪對稱中線成300角并與齒根過渡曲線相切切線，通過兩切點作平行于齒輪軸線截面，此截面即為齒根危險截面。載荷作用點：嚙合過程中，輪齒上載荷作用點是變化，應將其中使齒根產生最大彎矩者作為計算時作用點。輪齒在雙齒對嚙合區中E點（圖3—9【7】）嚙合時，力臂最大，但此時有兩對共同承擔載荷，齒根所受彎矩不是最大；輪齒在單齒對嚙合區上界點D嚙合時，力臂雖較前者小，但僅一對齒輪承擔總載荷，因而，齒根所受彎矩最大，應以該點作為計算時載荷作用點。但由于按此點計算較為復雜，為簡化起見，普通可將齒頂作為載荷作用點，并引入重疊度系數Yε，將力作用于齒頂時產生齒根應力折算為力作用于單齒對嚙合區上界點時產生齒根應力。圖3—12【7】所示，略去齒面間摩擦力，將Fn移至輪齒對稱線上，并分解為切向分力FncosαFa和徑向分力FnsinαFa。且向分力使齒根產生彎曲應力和剪應力，徑向分力使齒根產生壓應力。由于剪應力和壓應力比彎曲應力小得多，且齒根彎曲疲勞裂紋一方面發生在拉伸側，故齒根彎曲疲勞強度效核時應按危險截面拉伸側彎曲應力進行計算。其彎曲應力為（MPa）……(3.9)式中，hF為彎曲力臂；SF為危險截面厚度；b為齒寬；αFa為載荷作用角。令…(3.10)考慮齒根應力集中和危險截面上壓應力和剪應力影響，引入應力修正系數YSa,計入重疊度系數Yε后，得輪齒彎曲疲勞強度條件為（MPa）……（3.11）式（3.11）所示得彎曲疲勞強度條件，還可寫成（3.12）形式。設計時，用此式可以計算出齒輪模數。即（mm）…（3.12）式中，σFP為許用彎曲疲勞應力（MPa）。YFa為載荷作用于齒頂時齒行系數;重疊度系數Yε是將力作用點由齒頂轉移到單齒對嚙合區上界點系數。當εα<2時，取Yε＝0.65～0.85，z大時，εα大，Yε取小值；反之，取大值。因大、小齒輪YFa、YSa不相等，因此它們彎曲應力是不相等。材料和熱解決方式不同步，其許用彎曲應力也不相等，故進行輪齒彎曲強度效核時，大、小齒輪應分別計算。<5>齒面接觸疲勞強度計算為了防止齒面浮現疲勞點蝕，齒面接觸疲勞條件為…………(3.13)式中，σH為接觸應力（MPa）；σHP為許用接觸應力（MPa）。一對漸開線圓柱齒輪在C點嚙合時（圖3—10（a）【7】），其齒面接觸狀況可近似以為與以ρ1、ρ2為半徑兩圓柱體接觸應力σH可近似地用下式進行計算：(MPa)……(3.14)輪齒在嚙合過程中，齒廓接觸點是不斷變化，因而，齒廓曲率半徑也將隨著嚙合位置不同而變化（圖3—10（b）【7】）。對于重疊度1<εα<2漸開線直齒圓柱齒輪傳動，在雙齒對嚙合區，載荷將由兩對齒承擔在單齒對嚙合區，所有載荷由一對齒承擔。節點C處ρ值雖不是最小，但該點普通處在單對齒嚙合區，只有一對齒嚙合，且點蝕也往往出當前節線附近表面浮現。因而，接觸疲勞強度計算普通以節點為計算點。在節點C處：…(3.15)對于直齒圓柱齒輪傳動，當εα＝1時，接觸線長度L與齒寬b相等。當εα>1時，嚙合過程中，將會有幾對齒同步參加嚙合，單位接觸線長度可取為：L＝b/Zε2，Zε為重疊度系數，是用以考慮因重疊度增長，接觸線長度增長，接觸應力減少影響系數。對于直齒圓柱齒輪傳動，普通可取Zε＝0.85～0.92，齒數多時，εα大Zε取小值;反之，取大值。將式（3.14）中Fn改為輪齒上計算載荷Fnc(Fnc=KFn)。考慮齒數比并將ρ1、ρ2和L值代入式（3.14），簡化后得（MPa）…………(3.16)式中，稱為節點區域系數，考慮節點齒廓形狀對接觸應力得影響，其值可在圖3—11【7】中查得；稱為材料系數（），可由表3—2【7】查得。于是，直齒圓柱齒輪齒面接觸疲勞強度條件為………………(3.17)式中，σHP為許用接觸疲勞應力（MPa）。令齒寬系數，將代入上式，得齒面接觸疲勞強度條件令一表達形式：（mm）…………（3.18）式（3.17）和式（3.18）合用于原則和變位直齒圓柱齒輪傳動。設計時，用式（3.18）可計算出齒輪分度圓直徑。“+”號用于外嚙合，“－”號用于內嚙合，在該設計中選“-”號。提高齒輪接觸疲勞強度重要辦法：加大齒輪直徑d或中心矩a、恰當增大齒寬b、采用正角度變位齒輪傳動和提高齒輪精度級別，均可減小齒面接觸應力；改進齒輪材料和熱解決方式（提高齒面硬度），可以提高許用接觸應力σHP值。<6>詳細計算⑴選精度級別、材料及齒數考慮到本設計中分派箱所要傳遞功率較大，故兩嚙合齒輪都選用硬齒面。由表3—3[7]選得大、小齒輪材料均為40Cr，并經調質及表面淬火，齒面硬度為48～55HRC。選用精度級別。因采用表面淬火，輪齒變形不大，不需磨削，故初選7級精度（GB10095—88）。選用兩齒輪齒數Z1=26，Z2=78。⑵按齒面接觸強度設計按式（3.18）試算，即mm擬定公式內各計算數值a、由于是電動機驅動，工作機載荷平穩，查表3—1[7]，可取KA=1；因齒輪速度不高，取Kv=1.05；又因對稱布置，軸剛性大，取Kβ=1.1，Kα=1.4，則K=KAKvKβKα=1.62b、由圖3—11[7]選用區域系數ZH=2.450。c、由圖10—26[5]查得εα1=εα2=0.86，則εα=εα1+εα2=1.72。d、計算齒輪傳遞轉矩T1=95.5×105×P1/n1=95.5×105×55×90%/144=3.31×105N·mm（設減速箱總效率為90%）e、由表3—6[7]選用齒寬系數Φd=1.0。f、由表3—2[7]查得材料彈性影響系數ZE=189.8；重疊度系數Zε=0.8。g、由圖3—16[7]按小齒輪齒面硬度為286MPa，大齒輪齒面硬度為240MPa，查得接觸疲勞強度極限σHlim1=660，σHlim2=600MPa；查圖3—17[7]，得σFlim1=230，σHlim2=220MPa。h、由式3—13[7]計算應力循環次數N，擬定壽命系數ZN，YN(注：本設計擠出機分派箱按工作壽命為，每年工作300天，一班制來進行計算)：N=60nat式中，n為齒輪轉速（r/min）;a為齒輪每轉一轉，輪齒同側齒面嚙合次數；t為齒輪總工作時間（h）。則有N1=N2=60nat=60×144×1×(1×8×300×15)=3.1×108i、由圖3—18[7]查得ZN1=ZN2=1.2;查圖3—19[7]得，YN1=YN2=1j、計算接觸疲勞許用應力由表3—4[7]取SHlim=1，SFlim=1.4。由式（3—11[7]）得由式（3—12[7]）得計算試算小齒輪分度圓直徑d1，由計算公式得計算齒寬b及模數mn按表3—7[7]，取原則模數mn=3.25mm，則圓整后取：a=88mm。修正其他值：取b2=88mm,b1=b2+(5～10)=(88+6)mm=94mm。計算圓周速度驗算輪齒彎曲強度條件。按式（3—17[7]）驗算輪齒彎曲強度條件。計算當量齒數：查圖3—14[7]，得YFa1=2.56，YFa2=2.24;查圖3—15[7]，得YSa1=1.62，YSa1=1.77。取Yε=0.7，Yβ=0.9。計算彎曲應力：<二>軸設計及校核該設計中，設計軸程序是：選取軸適當材料；初步估算軸直徑；進行軸系零、部件構造設計；進行強度計算；進行剛度計算；驗算軸承；依照計算成果修改設計；繪制軸零件工作圖。軸工作能力重要取決于它強度、剛度、臨界轉速等物理約束，軸形狀重要取決于軸上零件定位、固定、加工需求等約束。因而，軸設計重要任務是依照工作規定并考慮制造工藝因素，選取適當材料，進行構造設計，使其滿足于各種物理約束條件。軸設計慣用約束條件有：物理約束：強度條件：剛度條件：臨界轉速：幾何約束：軸上零件軸向定位與固定軸向零件周向固定加工工藝和裝配工藝等<1>、軸材料及選用用作軸材料種類諸多，選取時應重要考慮如下因素：軸強度、剛度及賴磨性規定；軸熱解決方式及機加工工藝性規定；軸材料來源和經濟性等。軸材料種類諸多，設計時重要依照對軸強度、剛度、耐磨性等規定，以及為實現這些規定而采用熱解決方式，同步考慮制造工藝問題加以選用，力求經濟合理。軸材料重要是碳鋼和合金鋼。鋼軸毛坯多數用軋制圓鋼和鍛件，有則直接用圓鋼。由于碳鋼比合金鋼價廉，相應力集中敏感性較低，同步也可以用熱解決或化學熱解決辦法提高其耐磨性和抗疲勞強度，故采用碳鋼制造軸尤為廣泛，其中最慣用是45號鋼。合金鋼比碳鋼具備更高機械性能和更好淬火性能。因而，在傳遞大動力，并規定減小尺寸與質量，提高軸頸耐磨性，以及處在高溫或低溫條件下工作軸，常采用合金鋼。必要指出：在普通工作溫度下（200℃），各種碳鋼和合金鋼彈性模量均相差不多，因而在選取鋼種類和決定鋼熱解決辦法時，所依照是強度與耐磨性，而不是軸彎曲或扭轉剛度。但也應當注意，在既定條件下，有時也可選取強度較低鋼材，而用恰當增大軸截面面積辦法來提高軸剛度。此外，各種熱解決（如高頻淬火、滲碳、氮化、氰化等）以及表面強化解決（如噴丸、滾壓等），對提高軸抗疲勞強度均有著明顯效果。球墨鑄鐵和高強度鑄鐵因其具備良好工藝性，不需要鍛壓設備，吸振性好，相應力集中敏感性低，故近年來被廣泛應用于制造構造形狀復雜曲軸等，只是鑄件質量難于控制。針對上述內容，再結合本次設計規定，決定軸材料采用40Cr，經調質解決，這種材料普通用于載荷較大，而無很大沖擊重要場合。其機械性能由表6—1【7】查得：σb=750MPa,σs=550MPa,σ-1=350MPa,τ-1=200MPa；查表6—4【7】，得[σ-1]b=70MPa。<2>、軸構造設計軸構造設計目是合理地定出軸幾何形狀和尺寸。由于影響軸構造設計因素諸多，故軸不也許有原則構造形式。普通講，軸構造設計在滿足規定功能規定和設計約束前提下，其設計方案有較大靈活性，即軸構造設計具備多方案性。普通，軸構造設計應力求受力合理，有助于提高軸工作能力，有助于節約材料和減輕重量；應力求軸上零件定位和固定可靠，并有助于裝拆、調節和具備良好工藝性。1）軸上零件布置軸上零件合理布置可改進軸受力狀況，提高軸強度和剛度。a、使彎矩分派合理合理改正軸上零件構造，可減少軸上載荷和改進其應力特性，提高軸強度和剛度；b、使轉矩分派合理及變化應力狀態。2）軸上零件軸向固定零件安裝在軸上，要有準擬定位。各軸段長度擬定，應盡量使其構造緊湊。對于不容許軸向滑動零件，零件受力后不要變化其精確位置，即定位要精確，固定要可靠。軸上零件軸向定位和固定慣用辦法見表6—2[7]。3）軸上零件周向固定軸上零件與軸周向固定所形成連接，普通稱為軸轂連接。軸轂連接形式各種各樣，如鍵連接、花鍵連接、成形連接和過盈連接等。4）減少軸應力集中軸構造應盡量避免形狀突然變化，以免產生應力集中。如直徑過度處應盡量也許用軸肩圓角來代替環形槽，并盡量采用較大圓角半徑。圖6—17[7]所示為幾種減輕圓角應力集中例子。5）軸構造工藝性約束設計軸時，要使軸構造便于加工、測量、裝拆和維修，力求減少勞動量，提高勞動生產率。為了便于加工，減少加工工具種類，應使同一軸上圓角半徑、鍵槽、越程槽、退刀槽尺寸盡量相似。一根軸上各個鍵槽應開在軸同一母線上。當有幾種花鍵軸段是，花鍵尺寸最佳也應統一。為了便于裝配，軸配合直徑應圓整為原則值，軸端應加工出倒角（普通為45o）；過盈配合零件軸端應加工出導向錐面。<3>、軸強度校核計算軸計算普通都是在初步完畢構造設計后進行校核計算，計算準則是滿足軸強度或剛度規定，必要時還應校核軸振動穩定性。進行軸強度校核計算時，應依照軸詳細受載及應力狀況，采用相應計算辦法，并恰本地選用其許用應力。對于僅僅（或重要）承受扭矩軸（傳動軸），應按扭轉強度條件計算；對于只承受彎矩軸（心軸），應按彎曲強度條件計算；對于既承受彎矩又承受扭矩軸（轉軸），應按彎扭全盛強度條件進行計算，需要時還應按疲勞強度條件進行精準校核。此外，對于瞬時過載很大或應力循環不對稱性較為嚴重軸，還應按峰尖載荷校核其靜強度，以免產生過量塑性變形。⑴按扭轉強度條件計算這種辦法是只按軸所受扭矩來計算軸強度；如果還受有不大彎矩時，則用減少許用扭轉切應力辦法予以考慮。軸扭轉強度約束條件為：MPa…………（3.19）式中，τT—扭轉切應力，MPa；T—軸所傳遞扭矩，N?mm；WT—軸抗扭截面模量，mm3，見附表6—8[7]；n—軸轉速，r/min；P—軸所傳遞功率，KW；d—計算截面處軸直徑，mm；[τ]T—許用扭轉應力，MPa，見表6—3[7]。對于實心軸，將上式代入（3.23），可得軸直徑約束條件：………………（3.20）式中，C取決于軸材料許用扭轉應力[τT]系數，其值可查表3.1。當彎矩相對轉矩很小時，C取小值，[τT]取較大值；反之，C取大值，[τT]取較小值。表3.1幾種軸材料[τT]和C值軸材料Q2351Cr18Ni9Ti354540Cr,35SiMn,2Cr13,20CrMnTi[τT]12～2012～2520～3030～4040～52C160～135148～125135～118118～107107～98應用式(2.20)求出d值:其中,由于在本設計中,軸材料為40Cr,因此取C=100,有此計算d值普通作為軸最細處直徑。此外,也可采用經驗公式來估算軸直徑。如在普通減速器中,高速輸入軸直徑可按與其相連電機軸直徑D估算,d=(0.8～1.2)D;各級低速軸軸徑可按同級齒輪中心距a估算,d=(0.3～0.4)a。綜上所述，取軸直徑為75mm。⑵按彎扭合成強度條件計算對于同步承受彎矩和轉矩軸,可依照彎矩和轉矩合成強度進行計算。計算時,先依照構造設計所 擬定軸幾何和軸上零件位置,畫出軸受力簡圖,然后,繪制彎矩圖、扭矩圖，再按第三強度理論條件建立軸彎矩合成強度約束條件：……………（3.21）考慮到彎矩M所產生彎曲應力和轉矩T所產生扭轉力性質不同，對上式中轉矩T乘以折合系數α，則強度約束條件普通公式為…………（3.22）式中，稱為當量彎矩；α為依照轉矩性質而定折合系數。轉矩不變時，。若轉矩變化規律不清晰，普通按脈動循害解決。[σ-1]b、[σ0]b、[σ+1]b分別對為對稱循壞、脈動循壞及靜應力狀態下許用應力，見表6—4[7]。W為軸抗彎截面模量（mm3）,見附表6—8[7]。此軸，式（3.22）也可寫成軸徑約束條件：軸上有鍵槽或過盈配合時，為了補償軸削弱，按上式計算軸徑d應增大,一種鍵槽增大4%～5%，兩個鍵槽增大7%～10%。通過軸構造設計，軸重要構造尺寸、軸零件位置、以及外載荷和支反力作用位置均已擬定，軸上載荷（彎矩和扭矩）已可以求得，因而可按彎扭合成強度條件對軸進行強度校核計算。普通軸都用這種辦法進行校核。軸上受力分析（即力學模型）軸所受載荷是從軸上零件傳來。計算時，應將軸上分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段中點。作用在軸上扭矩，普通從傳動件輪轂寬度中點算起。普通把軸當作置于鉸鏈支座上梁，支反力作用點與軸承類型和布置方式關于。在作計算簡圖時，應先求出軸上受力零件載荷（若為空間力系，應把空間力分解為圓周力和徑向力，然后把它們所有轉化到軸上），如圖（3.3a）所示。軸傳遞轉矩由上可知，；由式（3.6）可求得：齒輪圓周力：齒輪徑向力：計算作用于軸上支反力將上敘力分解為水平分力和垂直分力，然后求出各支承處水平反力RH和垂直反力RV：水平面內支反力垂直面內支反力如圖（圖3.3b）所示。計算軸彎矩，并畫彎、轉矩圖依照上述簡圖，分別按水平面和垂直面計算各力產生彎矩，并按計算成果分別作出水平面上彎矩MH圖（圖3.3d）和垂直面上彎矩MV圖（圖3.3c），然后再按下式計算總彎矩并作轉矩圖（圖3.3e）：…………（3.23）計算并畫當量彎矩圖轉矩按脈動循環變化計算，取α=0.6，則式中α是考慮扭矩和彎矩加載狀況及產生應力循環特性差別系數。由于普通由彎矩所產生彎曲應力是對稱循環變應力，而扭矩所產生扭轉切應則經常不是對稱循環變應力，故在求計算彎矩時，必要計及這種循環特性差別影響。即當扭轉切應力為靜應力時，取α≈0.3；扭轉切應力為脈動循環變應力時，取α≈0.6；若扭轉切應力亦為對稱循環變應力時，則取α=1。在本設計中，取α=0.6。再按計算，并畫當量彎矩圖（圖3.3f）。圖3.3軸受力分布圖校核軸強度普通而言，軸強度與否滿足只需對危險截面校核即可，而軸危險截面多發生在當量彎矩較大且軸直徑較小處。依照軸構造和當量彎矩圖可知，a—a截面處彎矩最大，且截面尺寸也非最大，屬于危險截面，按第三強度理論，計算彎曲應力，公式為：MPa………（3.24）式中，W—軸抗彎截面系數，mm3；[σ-1]—軸許用彎曲應力。在本設計中，取a—a截面為危險截面進行強度校核。依照公式（3.6）求得：又已知L1=110mm，L3=542mm，由此求得：在公式（3.20）中：由此得：6）按安全系數進行校核a、a—a截面上應力：彎曲應力幅：扭轉應力幅：彎曲平均應力：σm=0MPa扭轉平均應力：b、材料疲勞極限：依照σb=750MPa,σs=550MPa,查表6—1[7]得ψσ=0.2，ψτ=0.1c、a—a截面應力集中系數：查附表6—1【7】得d、表面狀態系數及尺寸系數：查附表6—5【7】、附表6—4【7】得e、分別考慮彎矩或扭矩作用時安全系數：故安全。由此可知按彎扭合成強度校核允許。因而傳動箱輸入軸強度校核允許，此外，由于其他軸受力分析與計算與傳動箱輸入軸辦法一致，因此這里就不再對其進行強度校核了。3.3.3軸承選取及校核止推軸承組合設計依照載荷方向選取軸承類型時，對于純軸向載荷，普通選用推力軸承。較小純軸向載荷可選用推力球軸承；較大純軸向載荷可選用推力滾子軸承，該設計選用推力滾子軸承，依照軸承處所受載荷及軸直徑大小選用型號為81111和81117推力圓柱滾子軸承。雙螺桿擠出機工作時，由于螺桿末端處熔體靜壓力存在，以及沿螺桿軸向附加動載存在，致使螺桿受到很大軸向推力，該力最后由傳動箱中斷推軸承承受。普通止推軸承承載能力與其直徑關于，直徑越大，承載能力越大。在雙螺桿擠出機上使用止推軸承其直徑受兩螺桿中心距限制，這就導致既要承受很大軸向推力，又不能選取大直徑止推軸承，而用一種小直徑止推軸承又不能承受這樣大軸向力矛盾局面。當前解決這一矛盾普通辦法就是將同規格幾種小直徑止推軸承串聯使用，由幾種軸承在一起承受大軸向力。使用串聯止推軸承來承受軸向力，一種核心問題是必要使每個推力軸承所承受載荷均勻相等。否則工作時，有軸承受力大，有軸承受力小，就有也許使期中個別軸承超載而提前破壞，其所應承受載荷作用于其他軸承上，使它們超載，發生連鎖破壞，整個串聯軸承組就破壞，不能工作。其后果將是嚴重，有也許使兩根螺桿發生軸向相對位移，使螺棱接觸受力，嚴重時會損壞螺桿。要使每個軸承受栽均勻相等，與諸多因素關于，如軸承串設計合理與否，軸承制造精度，將幾種軸承隔開又串聯在一起彈性元件設計、制造精度以及各支撐零件制造、裝配精度等。由于雙螺桿擠出機中斷推軸承串是在苛刻工作條件（有限安裝空間、大軸向力、高運轉速度、不良散熱條件等）下工作，它們應具備低摩擦功耗和較長工作時間，而這又與軸承及彈性元件設計、制造精度、材料、熱解決工藝及工作時潤滑狀態關于。止推軸承串組合設計涉及軸承形式、規格、個數擬定和選取、彈性元件設計和兩根平行軸上兩組軸承（串）布置等。串聯推力軸承選取油膜止推軸承液壓軸承最大長處是各相對運動零件表面互相不接觸，因而無磨損，故其使用壽命在理論上可以無限長。此外，裝配也無困難，因油膜厚度變化可維持在金屬零件最小公差范疇之內，因而可保證載荷均勻分布。據資料簡介，這種軸承可工作30近年，在（20.67～27.56）MPa下可工作。但這種軸承對壓力油供應系統中油溫、油粘度、流量、純度、和壓力穩定性有一定規定，而這些規定并不容易實現。故這種軸承在雙螺桿擠出機中雖有應用，但較少。以碟簧作為彈性元件滾子止推軸承組當前雙螺桿擠出機傳動箱中用最多止推軸承是滾柱軸承元件。為使各種軸承元件組合起來承受大軸向力，且使每個軸承元件受載均勻，需用彈性元件將它們組合串聯在一起，受載時，靠彈性元件變形把軸向載荷均勻分派給每個軸承。彈性元有碟簧、圓柱套筒等。這種止推軸承組構造復雜，各軸承承受載荷均勻限度重要取決于各元件尺寸精度、裝配精度、碟簧制造精度、材質、熱解決工藝等。由于當前國內原則碟簧系列中，碟簧尺寸公差及形位公差太大，遠遠達不到軸承彈性元件使用規定，必要設計制造高精度非原則專用碟形彈簧。自然，這會帶來一系列問題。曾選用原則碟簧作為軸承彈性元件雙螺桿擠出機制造家，再使用時都進行嚴格挑選測定，以保證碟簧質量。否則，會因碟簧變形不一使各軸承不能均載，導致個別軸承初期破壞，從而導致整個軸承組不能工作。以圓柱套筒作為彈性元件止推軸承組圓柱套筒彈性元件與碟簧彈性元件區別有如下幾點：圓柱形套筒彈性元件總軸向變形小，故在螺桿工作過程中軸向傳動量很小，變形均勻。而碟簧式彈性元件軸向變形量比它大數十位。各種圓柱套筒彈性元件與軸承辦觸面積比碟簧式彈性元件與軸承辦觸面積大，因而使用可靠。此外，碟簧式彈性元件質量由于材質、制造工藝、熱解決工藝等影響甚大，常影響其使用可靠性和壽命。隨著使用時間推移，圓柱套筒式彈性元件因制造精度不高而導致各推力軸承受力不均勻現象，會因滾子跑合磨損而自動補償調節，使各軸承受載依然趨于均勻。而使用碟簧式彈性元件止推軸承組，由于棍子磨損量相對于碟簧變形小得多，而不具備這種自動補償調節特性。總之，以圓柱套筒為彈性元件止推軸承組，構造簡樸、緊湊、安裝調節以便、承受軸向負載荷能力大、使用可靠，故本設計中，選用以圓柱套筒為彈性元件止推軸承組。承受兩根螺桿軸向力兩止推軸承組在傳動箱中布置選取圖3.4止推軸承組也許布置（a）相鄰排列由兩組相似串列軸承構成（b）相錯排列由兩組相似串列軸承構成（c）由串列軸承組和一種大推力軸承構成圖3.4表達出了兩組止推軸承組也許布置方案。其中圖（a）為相鄰排列，由于兩根軸上軸承組相鄰，其外徑不能不大于兩軸間距離，因而所選軸承外徑將是最小，故受載能力最小；圖（b）為相錯排列布置，由于兩軸承組在軸向錯開，因而一根軸上外徑可選大某些，只要不與另一根軸外徑相接觸即可，故可承受較大軸向載荷；圖（c）所示排列是一根軸上裝止推軸承組，另一根軸上裝一種大止推軸承，該大止推軸承直徑不受兩中心距限制。通過對比與篩選，本設計選用第三種方案，即由串列軸承組和一種大推力軸承錯列布置比較適當。3）傳動箱齒輪系統和止推軸承組在設計布局中協調前面咱們分別對傳動系統減速某些、扭矩分派某些以及止推軸承組關于設計問題進行了簡介。由于它們都是傳動箱構成某些，在追求傳動箱設計緊湊、效率更高、壽命更長總目的下，各某些設計既是統一，又也許是互相制約、互相矛盾，必要統盤考慮。（二）其他軸承設計及效核軸承所受載荷大小、方向和性質，是選取軸承類型重要根據。依照載荷大小選取軸承類型時，由于滾子軸承中重要元件間是線接觸，宜用于承受較大載荷，承載后變形也較小。而球軸承中則重要為點接觸，宜用于承受較輕或中檔載荷，故在載荷較小時，應優先選用球軸承。對于純徑向載荷，普通選用深溝球軸承、圓柱滾子軸承或滾針軸承。由分派箱裝配圖可知，在分派箱設計中采用了兩個深溝球軸承（61860），用來承受大齒輪載荷；承受徑向力圓柱滾子軸承（42215）；滾針軸承（6254910）和推力圓柱滾子軸承（81111，81117）。下面對其進行壽命校核計算。須闡明是，為了簡化校核過程，對于軸承81117按只受純軸向載荷來校核；而軸承42215則按只受到純徑向載荷來校核。1）軸承81117滾動軸承壽命校核公式為：h……（3.25）式中：Lh—軸承實際壽命，h；L`h—軸承預期壽命，h；n—軸承轉速，r/min；C—軸承基本額定動載荷，N；P—軸承所承受載荷，N；ε—指數。對于球軸承，ε=3；對于滾子軸承，ε=10/3，這里取ε=10/3。由圖3.2軸承81117只受到螺桿軸向力FZ，因此軸承81117受到軸向載荷為：…………（3.26）至于軸承預期壽命，普通來說，壽命不得不大于10000小時。國外大多數資料以為：對中小型雙螺桿擠出機，在機頭壓力在P=350kg/cm2左右時，止推軸承壽命應等于18000～0小時，而當機器直徑較大時，壽命應更長某些。考慮到本次設計平行擠出機機頭壓力較大（50MPa），因此選用軸承81117預期壽命為：L`h=0h。此外，查得軸承81117額定動載荷C值為3×105N，現由式子（3.25）和（3.26）可得：因此軸承81117壽命達到使用規定。2）軸承6254910由圖3.3可知，兩軸承受到徑向載荷都為：…………（3.27）選用兩軸承預期壽命為0小時，此外查得兩軸承額定動載荷分別為：C1=125.00KN。由式子（3.25）和（3.27）可得：以軸承42215達到使用壽命規定。3.3.4螺紋聯接件選取和校核在分派箱設計中，齒輪軸軸向力F通過軸承最后將作用在與分派箱相連接擋板上，因而用于連接擋板與分派箱螺紋連接件就必要進行強度校核。由于內六角孔螺釘能承受較大扳手力矩，聯接強度高，可代替六角頭螺栓，通慣用于規定構造緊湊場合，因此決定采用規格為M16內六角孔螺釘，數目為10個，均勻分布于擋板上，材料為45號鋼。螺紋連接件強度校核公式為：………（3.28）式中，σca—為預緊狀態下計算應力，MPa；Q—為螺釘受到總拉力，N。其中，Q=Q`P+F，Q`P為殘存預緊力，對于有密封性規定聯接，Q`P=（1.5～1.8）F，這里取Q`P=1.8F，而依照前面計算可知F=Fa+FZ，因此對每個螺釘有：Q=2.8（Fa+FZ）/10d1—螺釘危險截面直徑，這里d1=16mm；[σ]—螺釘材料許用拉應力，查得45號鋼許用拉應力為190～250MPa，這里取：[σ]=190MPa。把上述各值代入公式（3.24）后得：因而螺釘強度符合規定。4機頭設計機頭設計又是一項極其復雜工作,機頭是擠出機成型制品部件，它重要涉及機頭體、分流器（又稱分流梭、魚雷體）、分流器支架、芯棒、口模（又稱模唇、口型）、調節螺絲等。按習慣，機頭普通可分為吹膜機頭、擠管機頭、擠板機頭、擠異型材機頭、造粒機頭、吹塑中空制品機頭、電纜機頭、織網機頭、以及多色制品和螺旋耐壓擠出機頭等。機頭重要作用是使熔融物料由旋轉運動變為直線運動，產生必要成型壓力，使物料進一步塑化混合均勻。備注：詳細設計過程由本構成員趙作風同窗負責設計，關于設計數據請參照趙作風同窗設計過程。5加料系統設計雙螺桿擠出機普通狀況下采用計量加料，但有狀況下，也采用溢流加料、強制加料。本設計中采用強制加料裝置。采用強制加料裝置可以加大物料與螺桿和機筒接觸面積，有助于傳熱，提高擠出量。備注：詳細設計過程由本構成員卜亞平同窗負責設計，關于設計數據請參照卜亞平同窗設計過程。6雙螺桿擠出機輔助系統設計6.1定量給料系統定量給料系統由電動機、減速箱、送料螺桿和加料斗構成。送料螺桿實行無級調速，其螺桿速度視雙螺桿轉速而定。也就是說，隨雙螺桿轉速提高而提高。一旦建立了平衡，送料螺桿送料量就等于擠出量，也就等于工作產量。送料螺桿與擠出螺桿可實現同步調速，且轉速可直接從儀表上顯示出來。在減速箱內要加入30號機油潤滑。此外，在加料斗內附有CJ—3型磁力架，可有效地防止鋼制螺釘、鐵屑導磁金屬雜物隨塑料原料混入擠出機螺桿內。保護螺桿不受損環。6.2恒溫系統恒溫系統由油箱、電動機高溫齒輪泵、電加熱器和水冷卻器構成，安裝在機身內部。本部件可按設定溫度值加油溫，起到對螺桿進行加熱或冷卻作用。在開冷車時，通入高溫油起加熱螺桿作用。工作一段時間后，由于塑料受混煉及剪切作用，螺桿溫度不斷升高。為了不使螺桿過熱，此時高溫油起冷卻螺桿作用。通過本裝置可使塑化溫度均勻，物料不易分解，從而提高了塑料制品質量。本部件油溫可實現自動控制和檢測。其溫度值可在儀表上顯示出來。油箱油質采用250苯甲基硅油，并設有液位報警裝置。6.3冷卻系統冷卻系統由環形油箱、電動機和水冷卻器構成，安裝在機身內。本部件重要作用是冷卻料筒，并與料筒上電加熱圈配對使用，冷卻油接通與斷開由電磁閥控制。本部件設有二個電磁閥，分別控制料筒二段（第二段和第三段）冷卻。本部件實行熱電偶自動控制。油箱油質采用250苯甲基硅油。6.4真空排氣系統真空排氣系統由水環式真空泵、粉氣分離器、電磁閥門和聯接管道等構成。物料在擠出塑化過程中，往往夾帶空氣、吸附水份以及在成型溫度下所產生揮發物。這些混合氣體夾雜在物料中，如不及時排出，則會影響塑料制品質量，使制品表面和內部會浮現孔隙、氣泡、疤痕等現象。本系統作用就是通過水環式真空泵將這些混合氣體從料筒排氣口內吸出，排至室外，從而保證制品質量。真空度可通過旋塞閥調節，普通可控制在負0.075MPa如下，或依照擠出工藝規定選定。本系統在真空泵進水管道上還設有電磁閥，其作用是在真空泵工作時才啟動閥門，真空泵停止工作時，閥門則關閉，進水量大小可通過旋塞閥調節。6.5電氣控制系統電氣控制某些由直流調速控制和加熱控制系統兩大某些構成，它們組裝在機身一側電氣控制箱內。主螺桿電機和給料螺桿電機均有寬調速范疇，高調速精度，兩者既能單獨調節各自速度，又可兩者同步運營，即按兩者需要速比實現兩者同步升速和降速。加熱系統通過溫度批示調節儀實現加熱某些溫度精確控制和在超溫狀態時進行超溫報警和調節。6.5.1直流調速系統本次設計錐形雙螺桿擠出機主螺桿電機和給料螺桿電機都采用了直流電機，主螺桿電機為Z4系列，15KW，440V，1510轉/分，勵磁電壓為180V，并配備有ZYA—1A直流測速發電機，電壓為55V，轉速為0—轉/分。給料螺桿電機為稀土寬調速直流伺服測速機級組。0.75KW，1500轉/分。為了保證兩者具備較寬調速范疇，良好調速性能，高調速精度和強抗干擾能力，本機都采用了可控硅雙閉環調速系統。通過變化加在電動機電樞兩端電壓大小，便可實現直流電